标准系列化管壳式换热器的设计计算步骤
（1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）计算传热量，并确定第二种流体的流量 （3）确定流体进入的空间
（4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据
（5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取经验传热系数 （7）计算传热面积
（8）查换热器标准系列，获取其基本参数
（9）校核传热系数，包括管程、壳程对流给热系数的计算。假如核算的K 与原选的经验值相差不大，就不再进行校核。若相差较大，则需重复（6）以下步骤 （10）校核有效平均温度差 （11）校核传热面积
（12）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。
非标准系列化列管式换热器的设计计算步骤
（1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）计算传热量，并确定第二种流体的流量 （3）确定流体进入的空间
（4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据
（5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取管径和管内流速
（7）计算传热系数，包括管程和壳程的对流传热系数，由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此，一般先假定一个壳程传热系数，以计算K ，然后再校核
（8）初估传热面积，考虑安全因素和初估性质，常采用实际传热面积为计算传热面积值的1.15~1.25倍 （9）选取管长 （10）计算管数
（11）校核管内流速，确定管程数
（12）画出排管图，确定壳径和壳程挡板形式及数量等 （13）校核壳程对流传热系数 （14）校核平均温度差 （15）校核传热面积
（16）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。
正戊烷立式管壳式冷凝器的设计（标准系列）
一、设计任务
1. 处理能力：2.376×104t/a正戊烷； 2. 设备形式：立式列管式冷凝器。 二、操作条件
1. 正戊烷：冷凝温度51.7℃，冷凝液于饱和温度下离开冷凝器； 2. 冷却介质：为井水，流量70000kg/h，入口温度32℃； 3. 允许压降：不大于105Pa ；
4. 每天按330天，每天按24小时连续运行。 三、设计要求
选择适宜的列管式换热器并进行核算。
附：正戊烷立式管壳式冷却器的设计——工艺计算书（标准系列）
正戊烷立式管壳式冷凝器的设计——工艺计算书（标准系列）
本设计的工艺计算如下：
此为一侧流体为恒温的列管式换热器的设计。
1. 确定流体流动空间
冷却水走管程，正戊烷走壳程，有利于正戊烷的散热和冷凝。
2. 计算流体的定性温度，确定流体的物性数据
正戊烷液体在定性温度（51.7℃）下的物性数据（查化工原理附录） ρ=596kg/m，μ=1. 8⨯10
3
-4
Pa ⋅s ，c p =2. 34kJ/kg⋅︒C ，λ=0. 13W/m⋅︒C ，r =357. 4kJ/kg。
井水的定性温度：
入口温度为t 1=32︒C ，出口温度为
t 2=
m s 1r m s 2c p 2
+t 1
4
3
式中m s 1=2. 376⨯10⨯10/330⨯24=3000kg/h
t 2=
3000⨯357. 470000⨯4. 174
+32=35. 67︒C
=0. 833kg/s
井水的定性温度为t m =(32+35. 67)/2=33. 84C
两流体的温差T m -t m =51. 7-33. 84=17. 86C
两流体在定性温度下的物性数据如下
3. 计算热负荷
Q =m s 1r =0. 833⨯357. 4=297. 7kW
4. 计算有效平均温度差
逆流温差Δt m , 逆=
(51. 7-32)-(51. 7-35. 67)
=17. 8C
ln [(51.7-32)/(51. 7-35. 67)]
5. 选取经验传热系数K 值
根据管程走井水，壳程走正戊烷，总传热系数K =470~815W/m
2
⋅︒C ，现暂取K =600W/m
2
⋅︒C 。
6. 估算换热面积
S =
Q K Δt m ，逆
=
297. 7⨯10500⨯17.8
3
=33. 45m
2
7. 初选换热器规格
立式固定管板式换热器的规格如下
公称直径D …………………………500mm 公称换热面积S ……………………40m 2 管程数N p …………………………..2
管数n ………………………………..172 管长L ………………………………..3.0m
管子直径…………………………….. Φ25⨯2. 5m m 管子排列方式……………………….. 正三角形
换热器的实际换热面积S o =n πd 0(L -0. 1)=172⨯3. 14⨯0. 025(3-0. 1)=39. 16m
2
该换热器所要求的总传热系数K o =
Q S o Δt m ，逆
=
297. 7⨯10
3
39. 16⨯17. 8
=427. 1W/m
2
⋅︒C
8. 核算总传热系数K o
（1）计算管程对流传热系数αi
V si =m si /ρi =
700003600
/993. 7=19. 44/993. 7=0. 0196m /s
3
⎛n ⎫⎛π2⎫172
⎪ d ⎪=A i = ⨯0. 785⨯0. 020 N ⎪⎝4i ⎭2⎝p ⎭u i =
V si A i
=0. 01960. 027
=0. 726m/s
2
=0. 027m
2
Re i =
d i u i ρi
μi
=
0. 020⨯0. 726⨯993. 7
0. 000717
3
=20123>10000（湍流）
Pr i =
c pi μi λi
=
4. 174⨯10⨯0. 717⨯10
0. 627
λi
0. 8
0. 4
-3
=4. 773
故αi =0. 023
d i
Re Pr =0. 023⨯
0. 6270. 020
⨯(20123)0. 8(4. 773)0. 4
=3736W/(m
2
⋅︒C)
（2）计算壳程对流传热系数αo
因为立式管壳式换热器，壳程为正戊烷饱和蒸汽冷凝为饱和液体后离开换热器，故可按蒸汽在垂直管外冷凝的计算公式计算αo
⎛g ρ2λ3r =1. 13 μL Δt
⎝
⎫⎪⎪⎭
1/4
αo
现假设管外壁温t w =40︒C ，则冷凝液膜的平均温度为0. 5(t s +t w )=0. 5(51. 7+40)=45. 85︒C ，这与其饱和温度很接近，故在平均膜温45.85℃下的物性可沿用饱和温度51.7℃下的数据，在层流下：
αo
⎛g ρ2λ3r =1. 13 μL Δt
⎝
⎫⎪⎪⎭
1/4
⎛9. 81⨯5962⨯0. 133⨯357. 4⨯103
=1. 13 0. 000717⨯3⨯(51. 7-50)⎝
⎫
⎪⎪⎭
1/4
=1051W/m
2
⋅︒C
（3）确定污垢热阻
R 2
4
so =1. 72⨯10
-4
m ⋅︒C/W（有机液体）,
R si =2. 0⨯10
-m 2
⋅︒C/W（井水）
（4）总传热系数K o
1b d o K =1+R so +
o
αo λ+R d o si
+1d o w d m
d i αi d i =11051
++0. 000172+
0. 0025
2545
⨯2522. 5
+0. 0002⨯
2520
+
13736
⨯20
=0. 000951+0. 000172+0. 000062+0. 000250+0. 000335
=0. 00177K o =565W/m
2
⋅︒C >427W/m
2
⋅︒C
所选换热器的安全系数为[(565-427)/427]⨯100%=32. 3% 表明该换热器的传热面积裕度符合要求。 （5）核算壁温与冷凝液流型
核算壁温时，一般忽略管壁热阻，按以下近似计算公式计算
T -t w 1=
t -t w ⇒
51. 7-t w 1=
t w -35. 671
α+R 1so
si
o
α+R i
1051
+0. 000172
3736
+0. 0002
t w =40. 4︒C ，这与假设相差不大，可以接受。
核算流型 冷凝负荷M =
m s . 833b =
03. 14⨯0. 025⨯172
=0. 0617kg/m⋅s
Re =
4M . 0617μ
=
4⨯00. 000717
=344
9. 计算压强降
（1）计算管程压降
∑Δp
i
=(Δp 1+Δp 2)F t N p N s （F t 结垢校正系数，N p 管程数，N s 壳程数）
取碳钢的管壁粗糙度为0.1mm ，则ε/d =0. 005，而Re i =20123，于是
0. 23
0. 23
λ=0. 1⎛ e
+68⎫=0. 1⎛ 0. 1+68⎫
=0. 033
⎝d
Re ⎪
⎭⎝20
Re ⎪
⎭2
Δp i 1=λ
L ρu d . 033⨯
3⨯
993. 7⨯0. 726
2
i
2
=00. 020
2
=1296Pa 2
Δp ρu 2
i 2=3⨯
2
=3⨯
993. 7⨯0. 726
2
=786Pa
对φ25⨯2. 5mm 的管子有F t =1. 4, 且N
p
=2,
N s =1
∑Δp
i
=(Δp 1+Δp 2)F t N p N s =(1296+786)⨯1. 4⨯2⨯1=5830Pa
（2）计算壳程压力降
壳程为恒温恒压蒸汽冷凝，可忽略压降。 由此可知，所选换热器是合适的。
列管式换热器的设计
列管式换热器的应用已有很悠久的历史。现在，它被当作一种传统的标准换热设备在很多工业部门中大量使用，尤其在化工、石油、能源设备等部门所使用的换热设备中，列管式换热器仍处于主导地位。同时板式换热器也已成为高效、紧凑的换热设备，大量地应用于工业中。为此本章对这两类换热器的工艺设计进行介绍。
列管式换热器的设计资料较完善，已有系列化标准。目前我国列管式换热器的设计、制造、检验、验收按“钢制管壳式(即列管式) 换热器”(GB151)标准执行。
列管式换热器的设计和分析包括热力设计、流动设计、结构设计以及强度设计。其中以热力设计最为重要。不仅在设计一台新的换热器时需要进行热力设计，而且对于已生产出来的，甚至已投人使用的换热器在检验它是否满足使用要求对，均需进行这方面的工作。
热力设计指的是根据使用单位提出的基本要求，合理地选择运行参数，并根据传热学的知识进行传热计算。
流动设计主要是计算压降，其目的就是为换热器的辅助设备——例如泵的选择做准备。当然，热力设计和流动设计两者是密切关联的，特别是进行热力计算时常需从流动设计中获取某些参数。
结构设计指的是根据传热面积的大小计算其主要零部件的尺寸，例如管子的直径、长度、根数、壳体的直径、折流板的长度和数目、隔板的数目及布置以及连接管的尺寸，等等。
在某些情况下还需对换热器的主要零部件——特别是受压部件做应力计算，并校核其强度。对于在高温高压下工作的换热器，更不能忽视这方面的工作。这是保证安全生产的前提。在做强度计算时，应尽量采用国产的标准材料和部件，根据我国压力容器安全技术规定进行计算或校核(该部分内容属设备计算，此处从略) 。
1.1设计方案的确定
1.1.1换热器类型的选择 （1）固定管板式换热器 （2）浮头式换热器
（3）填料函式换热器 （4）U 型管换热器
1.1.2 流动空间的选择
在管壳式换热器的计算中，首先需决定何种流体走管程，何种流体走壳程，这需遵循一些一般原则。 ①应尽量提高两侧传热系数较小的一个，使传热面两侧的传热系数接近。
②在运行温度较高的换热器中，应尽量减少热量损失，而对于一些制冷装置，应尽量减少其冷量损失。
③管、壳程的决定应做到便于清洗除垢和修理，以保证运行的可靠性。
④应减小管子和壳体因受热不同而产生的热应力。从这个角度来说，顺流式就优于逆流式，因为顺流式进出口端的温度比较平均，不像逆流式那样，热、冷流体的高温部分均集中于一端，低温部分集中于另一端，易于因两端胀缩不同而产生热应力。
⑤对于有毒的介质或气相介质，必使其不泄漏，应特别注意其密封，密封不仅要可靠，而且还应要求方便及简单。
⑥应尽量避免采用贵金属，以降低成本。
以上这些原则有些是相互矛盾的，所以在具体设计时应综合考虑，决定哪一种流体走管程，哪一种流体走壳程。
（1）宜于通入管内空间的流体
①不清洁的流体 因为在管内空间得到较高的流速并不困难，而流速高，悬浮物不易沉积，且管内空间也便于清洗。
②体积小的流体 因为管内空间的流动截面往往比管外空间的截面小，流体易于获得必要的理想流速，而且也便于做成多程流动。
③有压力的流体 因为管子承压能力强，而且还简化了壳体密封的要求。
④腐蚀性强的流体 因为只有管子及管箱才需用耐腐蚀材料，而壳体及管外空间的所有零件均可用普通材料制造，所以造价可以降低。此外，在管内空间装设保护用的衬里或覆盖层也比较方便，并容易检查。
⑤与外界温差大的流体 因为可以减少热量的逸散。 （2）宜于通入管间空间的流体
①当两流体温度相差较大时，α值大的流体走管间，这样可以减少管壁与壳壁间的温度差，因而也减少了管束与壳体间的相对伸长，故温差应力可以降低。
②若两流体给热性能相差较大时，α值小的流体走管间，此时可以用翅片管来平衡传热面两侧的给热条件，使之相互接近。
③和蒸汽 对流速和清理无甚要求，并易于排除冷凝液。
④粘度大的流体 管间的流动截面和方向都在不断变化，在低雷诺数下，管外给热系数比管内的大。
⑤泄漏后危险性大的流体 可以减少泄漏机会，以保安全。
此外，易析出结晶、沉渣、淤泥以及其他沉淀物的流体，最好通入比较更容易进行机械清洗的空间。在管壳式换热器中，一般易清洗的是管内空间。但在U 形管、浮头式换热器中易清洗的都是管外空间。
1.1.3 流速的确定
当流体不发生相变时，介质的流速高，换热强度大，从而可使换热面积减少、结构紧凑。成本降低，一般也可抑止污垢的产生。但流速大也会带来一些不利的影响，诸如压降ΔP 增加，泵功率增大，且加剧了对传热面的冲刷。
换热器常用流速的范围见表2-2和表2-3。
表2-3 列管式换热器易燃、易爆液体和气体允许的安全流速
1.1.4 加热剂、冷却剂的选择
工业上常用的载热体及其适用场合列于表2-4，供选用时参考。 1.1.5 流体出口温度的确定
换热终温有时是由工艺过程的需要决定的。当换热终温可以选择时，由于该温度影响到热强度和换热效率，因此对换热器操作的经济合理性由影响。在冷流体的出口温度与热流体的进口温度相等的极限情况下，换热效率虽然很大，但热强度很小，需要的传热面积为最大。另外在决定换热终温时，一般不希望冷流体的出口温度高于热流体的出口温度，否则会出现反传热现象，当遇到这种情况时，可采用几个换热器串联的方法解决。为了合理地规定换热终温，可参考下述数据。
（1）热端的温差≤20℃。
（2）冷端的温差分三种情况考虑：
①两种工艺流体换热时，在一般情况下，冷端温差≥20℃；
②两种工艺流体换热时，若热流体尚需进一步加热，则冷端温差≥15℃； 表2-4? 载热体的种类及适用范围
③采用水或其他冷却剂冷却时，冷端温差≥5℃。如果超出上述数据，应通过技术经济比较来决定换热终温。
（3）冷却水的出口温度不宜太高，否则会加快水垢的生成。对于经过良好净化的新鲜水，出口温度可达到45℃或稍高一些；对于净化较差的冷却水，出口温度建议不要超过40℃。
1.1.6 材质的选择
在进行换热器设计时，换热器各种零、部件的材料，应根据设备的操作压力、操作温度。流体的腐蚀性能以及对材料的制造工艺性能等的要求来选取。当然，最后还要考虑材料的经济合理性。一般为了满足设备的操作压力和操作温度，即从设备的强度或刚度的角度来考虑，是比较容易达到的，但材料的耐腐蚀性能，有时往往成为一个复杂的问题。在这方面考虑不周，选材不妥，不仅会影响换热器的使用寿命，而且也大大提高设备的成本。至于材料的制造工艺性能，是与换热器的具体结构有着密切关系。
一般换热器常用的材料，有碳钢和不锈钢。 （1）碳钢
价格低，强度较高，对碱性介质的化学腐蚀比较稳定，很容易被酸腐蚀，在无耐腐蚀性要求的环境中应用是合理的。如一般换热器用的普通无缝钢管，其常用的材料为10号和20号碳钢。
（2）不锈钢
奥氏体系不锈钢以1Crl8Ni9Ti 为代表，它是标准的18-8奥氏体不锈钢，有稳定的奥氏体组织，具有良好的耐腐蚀性和冷加工性能。
1.2 列管式换热器的结构 1.2.1 管程结构
介质流经传热管内的通道部分称为管程。 （1） 换热管布置和排列问距
常用换热管规格有ф19×2 mm、ф25×2 mm(1Crl8Ni9Ti)、ф25×2.5 mm(碳钢10) 。小直径的管子可以承受更大的压力，而且管壁较薄；同时，对于相同的壳径，可排列较多的管子，因此单位体积的传热面积更大，单位传热面积的金属耗量更少。所以，在管程结垢不很严重以及允许压力降较高的情况下，采用ф19mm×2mm直径的管子更为合理。如果管程走的是易结垢的流体，则应常用较大直径的管子，有时采用ф38mm×2.5mm或更大直径的管子。
标准管子的长度常用的有1500mm ，2000mm ，3000mm ，6000mm 等。当选用其他尺寸的管长时，应根据管长的规格，合理裁用，避免材料的浪费。
换热管管板上的排列方式有正方形直列、正方形错列、三角形直列、三角形错列和同心圆排列，如图2-2所示。
(a) 正方形直列 （b ）正方形错列 (c) 三角形直列 （d ）三角形错列 （ e）同心圆排列
图2-2>管子布置方式 正三角形排列结构紧凑；正方形排列便于机械清洗；同心圆排列用于小壳径换热器，外圆管布管均匀，结构更为紧凑。我国换热器系列中，固定管板式多采用正三角形排列；浮头式则以正方形错列排列居多，也有正三角形排列。
对于多管程换热器，常采用组合排列方式。每程内都采用正三角形排列，而在各程之间为了便于安装隔板，采用正方形排列方式。
管板上两管子中心的距离a 称为管心距（或管间距）。管心距取决于管板的强度、清洗管子外表面时所需的空隙、管子在管板上的固定方法等。当管子采用焊接方法固定时，相邻两根管的焊缝太近，会相互受到影响，使焊接质量不易保证。而常用胀接法固定时，过小的管心距会造成管板在胀接时由于挤压力的作用发生变形，失去管子与管板之间的连接力。
根据生产实际经验，当管子外径为d 0时，管心距a 一般采用： 焊接法? a = 1.25 do ；
胀接法? a = （1.30～1.50）d o ； 小直径的管子? a ≥ do+10mm；
最外层管中心至壳体内表面的距离≥
d 0+10mm；
管子材料常用的为碳钢、低合金钢、不锈钢、铜、铜镍合金、铝合金等。应根据工作压力。温度和介质腐蚀性等条件决定。此外还有一些非金属材料，如石墨、陶瓷、聚四氟乙烯等亦有采用。在设计和制造换热器时，正确选用材料很重要。既要满足工艺条件的要求，又要经济。对化工设备而言，由于各部分可采用不同材料，应注意由于不同种类的金属接触而产生的电化学腐蚀作用。
（2） 管板
管板的作用是将受热管束连接在一起，并将管程和壳程的流体分隔开来。
管板与管子的连接可胀接或焊接。胀接法是利用胀管器将管子扩胀，产生显著的塑性变形，靠管子与管板间的挤压力达到密封紧固的目的。胀接法一般用在管子为碳素钢，管板为碳素钢或低合金钢，设计压力不超过4 MPa，设计温度不超过350℃的场合。
焊接法在高温高压条件下更能保证接头的严密性。
管板与壳体的连接有可拆连接和不可拆连接两种。固定管板常采用不可拆连接。两端管板直接焊在外壳上并兼作法兰，拆下顶盖可检修胀口或清洗管内。浮头式、U 型管式等为使壳体清洗方便，常将管板夹在壳体法兰和顶盖法兰之间构成可拆连接。
（3） 封头和管箱
1.2.2 壳程结构
介质流经传热管外面的通道部分称为壳程。
壳程内的结构，主要由折流板、支承板、纵向隔板、旁路挡板及缓冲板等元件组成。由于各种换热器的工艺性能、使用的场合不同，壳程内对各种元件的设置形式亦不同，以此来满足设计的要求。各元件在壳程的设置，按其不同的作用可分为两类：一类是为了壳侧介质对传热管最有效的流动，来提高换热设备的传热效果而设置的各种挡板，如折流板、纵向挡板。旁路挡板等；另一类是为了管束的安装及保护列管而设置的支承板、管束的导轨以及缓冲板等。
（1）壳体
壳体是一个圆筒形的容器，壳壁上焊有接管，供壳程流体进人和排出之用。直径小于400mm 的壳体通常用钢管制成，大于400mrn 的可用钢板卷焊而成。壳体材料根据工作温度选择，有防腐要求时，大多考虑使用复合金属板。
介质在壳程的流动方式有多种型式，单壳程型式应用最为普遍。如壳侧传热膜系数远小于管侧，则可用纵向挡板分隔成双壳程型式。用两个换热器串联也可得到同样的效果。为降低壳程压降，可采用分流或错流等型式。
壳体内径D 取决于传热管数N 、排列方式和管心距t 。计算式如下：
单管程
D =t (n c-1)+(2~3)d 0(2-1) 式中 t ——管心距，mm ；
d 0——换热管外径，mm ；
n c ——横过管束中心线的管数，该值与管子排列方式有关。
正三角形排列：
正方形排列：
多管程
(2-4)
式中 N ——排列管子数目； η——管板利用率。
正角形排列：2管程 η=0.7~0.85 >4管程? η=0.6~0.8
正方形排列：2管程 η=0.55~0.7
>4管程? η=0.45~0.65
壳体内径D 的计算值最终应圆整到标准值。 （2）折流板
在壳程管束中，一般都装有横向折流板，用以引导流体横向流过管束，增加流体速度，以增强传热；同时起支撑管束、防止管束振动和管子弯曲的作用。
折流板的型式有圆缺型、环盘型和孔流型等。
圆缺形折流板又称弓形折流板，是常用的折流板，有水平圆缺和垂直圆缺两种，如图2-4(a)、(b)所示。切缺率(切掉圆弧的高度与壳内径之比) 通常为20％~50％。垂直圆缺用于水平冷凝器、水平再沸器和含有悬浮固体粒子流体用的水平热交换器等。垂直圆缺时，不凝气不能在折流板顶部积存，而在冷凝器中，排水也不能在折流板底部积存。弓形折流板有单弓形和双弓形，如图2-5，双弓形折流板多用于大直径的换热器中。
环盘型折流板如图2-4(C)所示，是由圆板和环形板组成的，压降较小，但传热也差些。在环形板背后有堆积不凝气或污垢，所以不多用。
孔流型折流板使流体穿过折流板孔和管子之间的缝隙流动，压降大，仅适用于清洁流体，其应用更少。 折流板的间隔，在允许的压力损失范围内希望尽可能小。一般推荐折流板间隔最小值为壳内径的1/5或者不小于50 mm，最大值决定于支持管所必要的最大间隔。
（3）缓冲板
（5）壳程接管
1.3 列管式换热器的设计计算 1.3.1 设计步骤
目前，我国已制订了管壳式换热器系列标准，设计中应尽可能选用系列化的标准产品，这样可简化设计和加工。但是实际生产条件千变万化，当系列化产品不能满足需要时，仍应根据生产的具体要求自行设计非系列标准的换热器。此处将扼要介绍这两者的设计计算的基本步骤。
（1）非系列标准换热器的一般设计步骤
①了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能。
②由热平衡计算传热量的大小，并确定第二种换热流体的用量。 ③决定流体通入的空间。
2-2) 2-3)
④计算流体的定性温度，以确定流体的物性数据。
⑤初算有效平均温差。一般先按逆流计算，然后再校核。 ⑥选取管径和管内流速。
⑦计算传热系数K 值，包括管程对流传热系数和壳程对流传热系数的计算。由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此一般先假定一个壳程对流传热系数，以计算K 值，然后再作校核。
⑧初估传热面积。考虑安全系数和初估性质，常取实际传热面积是计算值的1.15~1.25倍。 ⑨选择管长L 。 ⑩计算管数N 。
⑾校核管内流速，确定管程数。
⑿画出排管图，确定壳径D 和壳程挡板形式及数量等。 ⒀校核壳程对流传热系数。 ⒁校核有效平均温差。
⒂校核传热面积，应有一定安全系数，否则需重新设计。
⒃计算流体流动阻力。如阻力超过允许范围，需调整设计，直至满意为止。 （2）系列标准换热器选用的设计步骤 ①至⑤步与(1)相同。
⑥选取经验的传热系数K 值。 ⑦计算传热面积。
⑧由系列标准选取换热器的基本参数。
⑨校核传热系数，包括管程、壳程对流传热系数的计算。假如核算的K 值与原选的经验值相差不大，就不再进行校核；如果相差较大，则需重新假设K 值并重复上述③以下步骤。
⑩校核有效平均温差。
⑾校核传热面积，使其有一定安全系数，一般安全系数取1.1 ~1.25，否则需重行设计。 ⑿计算流体流动阻力，如超过允许范围，需重选换热器的基本参数再行计算。
从上述步骤来看，换热器的传热设计是一个反复试算的过程，有时要反复试算2~3次。所以，换热器设计计算实际上带有试差的性质。
2.3.2 传热计算主要公式 传热速率方程式
Q =KS Δt m (2-5)
式中? Q ——传热速率(热负荷) ，W ； K ——总传热系数，W/(m2·℃)； S ——与K 值对应的传热面积，m 2； Δt m ——平均温度差，℃。 （1）传热速率(热负荷) Q
①传热的冷热流体均没有相变化，且忽略热损失，则
Q =W h c ph(T 1-T 2)=W c c pc(t 2-t 1) (2-6) 式中? W ——流体的质量流量，kg/h或kg/s； c p ——流体的平均定压比热容，kJ/(kg·℃)； T ——热流体的温度，℃； ?t ——冷流体的温度，℃。
下标h 和c 分别表示热流体和冷流体，下标1和2分别表示换热器的进口和出口。 ②流体有相变化，如饱和蒸汽冷凝，且冷凝液在饱和温度下排出，则 Q =W h r =W c c pc(t 2-t l) (2-7)
式中? W ——饱和蒸汽的冷凝速率，kg/h或kg/s； r ——饱和蒸汽的气化热，kJ/kg。
（2）平均温度差Δt m
①恒温传热时的平均温度差 Δt m=T -t (2-8) ②变温传热时的平均温度差 逆流和并流
2-9)
(2-10)
式中 Δt 1、Δt 2——分别为换热器两端热、冷流体的温差，℃。 错流和折流
2-11)
式中?
——按逆流计算的平均温差，℃；
——温差校正系数，无量纲，
(2-12)
(2-13)
温差校正系数
根据比值P 和R ，通过图2-10~图2-13查出。该值实际上表示特定流动形式在给定
，如果达不到上
工况下接近逆流的程度。在设计中，除非出于必须降低壁温的目的，否则总要求
述要求，则应改选其他流动形式。
（4） 总传热系数K (以外表面积为基准)
（5） 注意在通常的操作过程中，传热系数是个变量，由于污垢热阻是变化的，因此设计中选择污垢热阻时，应结合清洗周期来考虑。若污垢热阻选得太小，清洗周期会很短，所需传热面积会较小；反之，所需传热面积会较大，所以应该全面衡量，做出选择。总传热系数的计算公式为：
图2-10 对数平均温差校正系数φΔt
2-11对数平均温差校正系数φΔt
图
图2-12 对数平均温差校正系数φΔt
图2-13 对数平均温差校正系数φΔt
(2-14)
式中 K ——总传热系数，W/(m·℃)；
2
αi ，αo ——传热管内、外侧流体的对流传热系数，W/(m·℃)；
2
R si ，R so ——传热管内、外侧表面上的污垢热阻，m 2·℃/W； d i ，d o ，d m ——传热管内径、外径及平均直径，m ；
λ——传热管壁导热系数，W/(m·℃)； b ——传热管壁厚，m 。
总传热系数的经验值见表2-6，有关手册中也列有其他情况下的总传热系数经验值，可供设计时参考。选择时，除要考虑流体物性和操作条件外，还应考虑换热器的类型。
表2-6 总传热系数的选择
（4）对流传热系数
传热膜系数的关联式与传热过程是否存在相变、换热器的结构及流动状态等因素有关。关于传热膜系数的关联式很多，在选用时应注意其适用的范围。具体形式见表2-7及表2-8。
表2-7 流体无相变时的对流传热系数
（6） 污垢热阻
（7） 在设计换热器时，必须采用正确的污垢系数，否则热交换器的设计误差很大。因此污垢系数是换热器设计中非常重要的参数。污垢热阻因流体种类、操作温度和流速等不同而各异。常见流体的污垢热阻参见表2-9和表2-10。
（8） 表2-9 流体的污垢热阻
表
流体流经列管式换热器时由于流动阻力而产生一定的压力降，所以换热器的设计必须满足工艺要求的压力降。一般合理压力降的范围见表2-11。
表2-11合理压力降的选取
（1） （2） （3） （4）
管程压力降
多管程列管换热器，管程压力降∑ΔP i ： ΔP i=(ΔP 1+ΔP 2) F t N s N p (2-15)
式中ΔP 1——直管中因摩擦阻力引起的压力降，Pa ；
ΔP 2—— 回弯管中因摩擦阻力引起的压力降，Pa ；可由经验公式估算；
F t —— 结垢校正系数，无因次，ф25×2.5mm的换热管取1.4；ф19×2mm的换热管取
1.5；
N s —— 串联的壳程数； N p —— 管程数。 （2）壳程压力降
①壳程无折流挡板 壳程压力降按流体沿直管流动的压力降计算，以壳方的当量直径d e 代替直管内径d i 。
②壳程有折流挡板 计算方法有Bell 法、Kern 法、Esso 法等。Bell 法计算结果与实际数据一致性较好，但计算比较麻烦，而且对换热器的结构尺寸要求较详细。工程计算中常采用Esso 法，该法计算公式如下：
∑ΔP o=(ΔP ′1+ΔP ′2)F t N s (2-16) 式中 ΔP ′1——流体横过管束的压力降，Pa ；
ΔP ′2——流体流过折流挡板缺口的压力降，Pa ；
F t ——结垢校正系数，无因次，对液体F t=0.15；对气体F t=1.0；
(2-17)
(2-18)
式中 F ——管子排列方式对压力降的校正系数：三角形排列F =0.5，正方形直列F =0.3，正方形错列F =0.4；
f O ——壳程流体的摩擦系数，f O=5.0×Re o-0.228(Re ＞500) ； n c ——横过管束中心线的管数，可按式3-2及式3-3计算； B ——折流板间距，m ； D ——壳体直径，m ； N B ——折流板数目；
u O ——按壳程流通截面积S O(S O=h (D -n c d O)) 计算的流速，m/s。 2.2.3.4 壳体直径及厚度的计算
标准系列化管壳式换热器的设计计算步骤
（1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）计算传热量，并确定第二种流体的流量 （3）确定流体进入的空间
（4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据
（5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取经验传热系数 （7）计算传热面积
（8）查换热器标准系列，获取其基本参数
（9）校核传热系数，包括管程、壳程对流给热系数的计算。假如核算的K 与原选的经验值相差不大，就不再进行校核。若相差较大，则需重复（6）以下步骤 （10）校核有效平均温度差 （11）校核传热面积
（12）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。
非标准系列化列管式换热器的设计计算步骤
（1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）计算传热量，并确定第二种流体的流量 （3）确定流体进入的空间
（4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据
（5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取管径和管内流速
（7）计算传热系数，包括管程和壳程的对流传热系数，由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此，一般先假定一个壳程传热系数，以计算K ，然后再校核
（8）初估传热面积，考虑安全因素和初估性质，常采用实际传热面积为计算传热面积值的1.15~1.25倍 （9）选取管长 （10）计算管数
（11）校核管内流速，确定管程数
（12）画出排管图，确定壳径和壳程挡板形式及数量等 （13）校核壳程对流传热系数 （14）校核平均温度差 （15）校核传热面积
（16）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。
正戊烷立式管壳式冷凝器的设计（标准系列）
一、设计任务
1. 处理能力：2.376×104t/a正戊烷； 2. 设备形式：立式列管式冷凝器。 二、操作条件
1. 正戊烷：冷凝温度51.7℃，冷凝液于饱和温度下离开冷凝器； 2. 冷却介质：为井水，流量70000kg/h，入口温度32℃； 3. 允许压降：不大于105Pa ；
4. 每天按330天，每天按24小时连续运行。 三、设计要求
选择适宜的列管式换热器并进行核算。
附：正戊烷立式管壳式冷却器的设计——工艺计算书（标准系列）
正戊烷立式管壳式冷凝器的设计——工艺计算书（标准系列）
本设计的工艺计算如下：
此为一侧流体为恒温的列管式换热器的设计。
1. 确定流体流动空间
冷却水走管程，正戊烷走壳程，有利于正戊烷的散热和冷凝。
2. 计算流体的定性温度，确定流体的物性数据
正戊烷液体在定性温度（51.7℃）下的物性数据（查化工原理附录） ρ=596kg/m，μ=1. 8⨯10
3
-4
Pa ⋅s ，c p =2. 34kJ/kg⋅︒C ，λ=0. 13W/m⋅︒C ，r =357. 4kJ/kg。
井水的定性温度：
入口温度为t 1=32︒C ，出口温度为
t 2=
m s 1r m s 2c p 2
+t 1
4
3
式中m s 1=2. 376⨯10⨯10/330⨯24=3000kg/h
t 2=
3000⨯357. 470000⨯4. 174
+32=35. 67︒C
=0. 833kg/s
井水的定性温度为t m =(32+35. 67)/2=33. 84C
两流体的温差T m -t m =51. 7-33. 84=17. 86C
两流体在定性温度下的物性数据如下
3. 计算热负荷
Q =m s 1r =0. 833⨯357. 4=297. 7kW
4. 计算有效平均温度差
逆流温差Δt m , 逆=
(51. 7-32)-(51. 7-35. 67)
=17. 8C
ln [(51.7-32)/(51. 7-35. 67)]
5. 选取经验传热系数K 值
根据管程走井水，壳程走正戊烷，总传热系数K =470~815W/m
2
⋅︒C ，现暂取K =600W/m
2
⋅︒C 。
6. 估算换热面积
S =
Q K Δt m ，逆
=
297. 7⨯10500⨯17.8
3
=33. 45m
2
7. 初选换热器规格
立式固定管板式换热器的规格如下
公称直径D …………………………500mm 公称换热面积S ……………………40m 2 管程数N p …………………………..2
管数n ………………………………..172 管长L ………………………………..3.0m
管子直径…………………………….. Φ25⨯2. 5m m 管子排列方式……………………….. 正三角形
换热器的实际换热面积S o =n πd 0(L -0. 1)=172⨯3. 14⨯0. 025(3-0. 1)=39. 16m
2
该换热器所要求的总传热系数K o =
Q S o Δt m ，逆
=
297. 7⨯10
3
39. 16⨯17. 8
=427. 1W/m
2
⋅︒C
8. 核算总传热系数K o
（1）计算管程对流传热系数αi
V si =m si /ρi =
700003600
/993. 7=19. 44/993. 7=0. 0196m /s
3
⎛n ⎫⎛π2⎫172
⎪ d ⎪=A i = ⨯0. 785⨯0. 020 N ⎪⎝4i ⎭2⎝p ⎭u i =
V si A i
=0. 01960. 027
=0. 726m/s
2
=0. 027m
2
Re i =
d i u i ρi
μi
=
0. 020⨯0. 726⨯993. 7
0. 000717
3
=20123>10000（湍流）
Pr i =
c pi μi λi
=
4. 174⨯10⨯0. 717⨯10
0. 627
λi
0. 8
0. 4
-3
=4. 773
故αi =0. 023
d i
Re Pr =0. 023⨯
0. 6270. 020
⨯(20123)0. 8(4. 773)0. 4
=3736W/(m
2
⋅︒C)
（2）计算壳程对流传热系数αo
因为立式管壳式换热器，壳程为正戊烷饱和蒸汽冷凝为饱和液体后离开换热器，故可按蒸汽在垂直管外冷凝的计算公式计算αo
⎛g ρ2λ3r =1. 13 μL Δt
⎝
⎫⎪⎪⎭
1/4
αo
现假设管外壁温t w =40︒C ，则冷凝液膜的平均温度为0. 5(t s +t w )=0. 5(51. 7+40)=45. 85︒C ，这与其饱和温度很接近，故在平均膜温45.85℃下的物性可沿用饱和温度51.7℃下的数据，在层流下：
αo
⎛g ρ2λ3r =1. 13 μL Δt
⎝
⎫⎪⎪⎭
1/4
⎛9. 81⨯5962⨯0. 133⨯357. 4⨯103
=1. 13 0. 000717⨯3⨯(51. 7-50)⎝
⎫
⎪⎪⎭
1/4
=1051W/m
2
⋅︒C
（3）确定污垢热阻
R 2
4
so =1. 72⨯10
-4
m ⋅︒C/W（有机液体）,
R si =2. 0⨯10
-m 2
⋅︒C/W（井水）
（4）总传热系数K o
1b d o K =1+R so +
o
αo λ+R d o si
+1d o w d m
d i αi d i =11051
++0. 000172+
0. 0025
2545
⨯2522. 5
+0. 0002⨯
2520
+
13736
⨯20
=0. 000951+0. 000172+0. 000062+0. 000250+0. 000335
=0. 00177K o =565W/m
2
⋅︒C >427W/m
2
⋅︒C
所选换热器的安全系数为[(565-427)/427]⨯100%=32. 3% 表明该换热器的传热面积裕度符合要求。 （5）核算壁温与冷凝液流型
核算壁温时，一般忽略管壁热阻，按以下近似计算公式计算
T -t w 1=
t -t w ⇒
51. 7-t w 1=
t w -35. 671
α+R 1so
si
o
α+R i
1051
+0. 000172
3736
+0. 0002
t w =40. 4︒C ，这与假设相差不大，可以接受。
核算流型 冷凝负荷M =
m s . 833b =
03. 14⨯0. 025⨯172
=0. 0617kg/m⋅s
Re =
4M . 0617μ
=
4⨯00. 000717
=344
9. 计算压强降
（1）计算管程压降
∑Δp
i
=(Δp 1+Δp 2)F t N p N s （F t 结垢校正系数，N p 管程数，N s 壳程数）
取碳钢的管壁粗糙度为0.1mm ，则ε/d =0. 005，而Re i =20123，于是
0. 23
0. 23
λ=0. 1⎛ e
+68⎫=0. 1⎛ 0. 1+68⎫
=0. 033
⎝d
Re ⎪
⎭⎝20
Re ⎪
⎭2
Δp i 1=λ
L ρu d . 033⨯
3⨯
993. 7⨯0. 726
2
i
2
=00. 020
2
=1296Pa 2
Δp ρu 2
i 2=3⨯
2
=3⨯
993. 7⨯0. 726
2
=786Pa
对φ25⨯2. 5mm 的管子有F t =1. 4, 且N
p
=2,
N s =1
∑Δp
i
=(Δp 1+Δp 2)F t N p N s =(1296+786)⨯1. 4⨯2⨯1=5830Pa
（2）计算壳程压力降
壳程为恒温恒压蒸汽冷凝，可忽略压降。 由此可知，所选换热器是合适的。
列管式换热器的设计
列管式换热器的应用已有很悠久的历史。现在，它被当作一种传统的标准换热设备在很多工业部门中大量使用，尤其在化工、石油、能源设备等部门所使用的换热设备中，列管式换热器仍处于主导地位。同时板式换热器也已成为高效、紧凑的换热设备，大量地应用于工业中。为此本章对这两类换热器的工艺设计进行介绍。
列管式换热器的设计资料较完善，已有系列化标准。目前我国列管式换热器的设计、制造、检验、验收按“钢制管壳式(即列管式) 换热器”(GB151)标准执行。
列管式换热器的设计和分析包括热力设计、流动设计、结构设计以及强度设计。其中以热力设计最为重要。不仅在设计一台新的换热器时需要进行热力设计，而且对于已生产出来的，甚至已投人使用的换热器在检验它是否满足使用要求对，均需进行这方面的工作。
热力设计指的是根据使用单位提出的基本要求，合理地选择运行参数，并根据传热学的知识进行传热计算。
流动设计主要是计算压降，其目的就是为换热器的辅助设备——例如泵的选择做准备。当然，热力设计和流动设计两者是密切关联的，特别是进行热力计算时常需从流动设计中获取某些参数。
结构设计指的是根据传热面积的大小计算其主要零部件的尺寸，例如管子的直径、长度、根数、壳体的直径、折流板的长度和数目、隔板的数目及布置以及连接管的尺寸，等等。
在某些情况下还需对换热器的主要零部件——特别是受压部件做应力计算，并校核其强度。对于在高温高压下工作的换热器，更不能忽视这方面的工作。这是保证安全生产的前提。在做强度计算时，应尽量采用国产的标准材料和部件，根据我国压力容器安全技术规定进行计算或校核(该部分内容属设备计算，此处从略) 。
1.1设计方案的确定
1.1.1换热器类型的选择 （1）固定管板式换热器 （2）浮头式换热器
（3）填料函式换热器 （4）U 型管换热器
1.1.2 流动空间的选择
在管壳式换热器的计算中，首先需决定何种流体走管程，何种流体走壳程，这需遵循一些一般原则。 ①应尽量提高两侧传热系数较小的一个，使传热面两侧的传热系数接近。
②在运行温度较高的换热器中，应尽量减少热量损失，而对于一些制冷装置，应尽量减少其冷量损失。
③管、壳程的决定应做到便于清洗除垢和修理，以保证运行的可靠性。
④应减小管子和壳体因受热不同而产生的热应力。从这个角度来说，顺流式就优于逆流式，因为顺流式进出口端的温度比较平均，不像逆流式那样，热、冷流体的高温部分均集中于一端，低温部分集中于另一端，易于因两端胀缩不同而产生热应力。
⑤对于有毒的介质或气相介质，必使其不泄漏，应特别注意其密封，密封不仅要可靠，而且还应要求方便及简单。
⑥应尽量避免采用贵金属，以降低成本。
以上这些原则有些是相互矛盾的，所以在具体设计时应综合考虑，决定哪一种流体走管程，哪一种流体走壳程。
（1）宜于通入管内空间的流体
①不清洁的流体 因为在管内空间得到较高的流速并不困难，而流速高，悬浮物不易沉积，且管内空间也便于清洗。
②体积小的流体 因为管内空间的流动截面往往比管外空间的截面小，流体易于获得必要的理想流速，而且也便于做成多程流动。
③有压力的流体 因为管子承压能力强，而且还简化了壳体密封的要求。
④腐蚀性强的流体 因为只有管子及管箱才需用耐腐蚀材料，而壳体及管外空间的所有零件均可用普通材料制造，所以造价可以降低。此外，在管内空间装设保护用的衬里或覆盖层也比较方便，并容易检查。
⑤与外界温差大的流体 因为可以减少热量的逸散。 （2）宜于通入管间空间的流体
①当两流体温度相差较大时，α值大的流体走管间，这样可以减少管壁与壳壁间的温度差，因而也减少了管束与壳体间的相对伸长，故温差应力可以降低。
②若两流体给热性能相差较大时，α值小的流体走管间，此时可以用翅片管来平衡传热面两侧的给热条件，使之相互接近。
③和蒸汽 对流速和清理无甚要求，并易于排除冷凝液。
④粘度大的流体 管间的流动截面和方向都在不断变化，在低雷诺数下，管外给热系数比管内的大。
⑤泄漏后危险性大的流体 可以减少泄漏机会，以保安全。
此外，易析出结晶、沉渣、淤泥以及其他沉淀物的流体，最好通入比较更容易进行机械清洗的空间。在管壳式换热器中，一般易清洗的是管内空间。但在U 形管、浮头式换热器中易清洗的都是管外空间。
1.1.3 流速的确定
当流体不发生相变时，介质的流速高，换热强度大，从而可使换热面积减少、结构紧凑。成本降低，一般也可抑止污垢的产生。但流速大也会带来一些不利的影响，诸如压降ΔP 增加，泵功率增大，且加剧了对传热面的冲刷。
换热器常用流速的范围见表2-2和表2-3。
表2-3 列管式换热器易燃、易爆液体和气体允许的安全流速
1.1.4 加热剂、冷却剂的选择
工业上常用的载热体及其适用场合列于表2-4，供选用时参考。 1.1.5 流体出口温度的确定
换热终温有时是由工艺过程的需要决定的。当换热终温可以选择时，由于该温度影响到热强度和换热效率，因此对换热器操作的经济合理性由影响。在冷流体的出口温度与热流体的进口温度相等的极限情况下，换热效率虽然很大，但热强度很小，需要的传热面积为最大。另外在决定换热终温时，一般不希望冷流体的出口温度高于热流体的出口温度，否则会出现反传热现象，当遇到这种情况时，可采用几个换热器串联的方法解决。为了合理地规定换热终温，可参考下述数据。
（1）热端的温差≤20℃。
（2）冷端的温差分三种情况考虑：
①两种工艺流体换热时，在一般情况下，冷端温差≥20℃；
②两种工艺流体换热时，若热流体尚需进一步加热，则冷端温差≥15℃； 表2-4? 载热体的种类及适用范围
③采用水或其他冷却剂冷却时，冷端温差≥5℃。如果超出上述数据，应通过技术经济比较来决定换热终温。
（3）冷却水的出口温度不宜太高，否则会加快水垢的生成。对于经过良好净化的新鲜水，出口温度可达到45℃或稍高一些；对于净化较差的冷却水，出口温度建议不要超过40℃。
1.1.6 材质的选择
在进行换热器设计时，换热器各种零、部件的材料，应根据设备的操作压力、操作温度。流体的腐蚀性能以及对材料的制造工艺性能等的要求来选取。当然，最后还要考虑材料的经济合理性。一般为了满足设备的操作压力和操作温度，即从设备的强度或刚度的角度来考虑，是比较容易达到的，但材料的耐腐蚀性能，有时往往成为一个复杂的问题。在这方面考虑不周，选材不妥，不仅会影响换热器的使用寿命，而且也大大提高设备的成本。至于材料的制造工艺性能，是与换热器的具体结构有着密切关系。
一般换热器常用的材料，有碳钢和不锈钢。 （1）碳钢
价格低，强度较高，对碱性介质的化学腐蚀比较稳定，很容易被酸腐蚀，在无耐腐蚀性要求的环境中应用是合理的。如一般换热器用的普通无缝钢管，其常用的材料为10号和20号碳钢。
（2）不锈钢
奥氏体系不锈钢以1Crl8Ni9Ti 为代表，它是标准的18-8奥氏体不锈钢，有稳定的奥氏体组织，具有良好的耐腐蚀性和冷加工性能。
1.2 列管式换热器的结构 1.2.1 管程结构
介质流经传热管内的通道部分称为管程。 （1） 换热管布置和排列问距
常用换热管规格有ф19×2 mm、ф25×2 mm(1Crl8Ni9Ti)、ф25×2.5 mm(碳钢10) 。小直径的管子可以承受更大的压力，而且管壁较薄；同时，对于相同的壳径，可排列较多的管子，因此单位体积的传热面积更大，单位传热面积的金属耗量更少。所以，在管程结垢不很严重以及允许压力降较高的情况下，采用ф19mm×2mm直径的管子更为合理。如果管程走的是易结垢的流体，则应常用较大直径的管子，有时采用ф38mm×2.5mm或更大直径的管子。
标准管子的长度常用的有1500mm ，2000mm ，3000mm ，6000mm 等。当选用其他尺寸的管长时，应根据管长的规格，合理裁用，避免材料的浪费。
换热管管板上的排列方式有正方形直列、正方形错列、三角形直列、三角形错列和同心圆排列，如图2-2所示。
(a) 正方形直列 （b ）正方形错列 (c) 三角形直列 （d ）三角形错列 （ e）同心圆排列
图2-2>管子布置方式 正三角形排列结构紧凑；正方形排列便于机械清洗；同心圆排列用于小壳径换热器，外圆管布管均匀，结构更为紧凑。我国换热器系列中，固定管板式多采用正三角形排列；浮头式则以正方形错列排列居多，也有正三角形排列。
对于多管程换热器，常采用组合排列方式。每程内都采用正三角形排列，而在各程之间为了便于安装隔板，采用正方形排列方式。
管板上两管子中心的距离a 称为管心距（或管间距）。管心距取决于管板的强度、清洗管子外表面时所需的空隙、管子在管板上的固定方法等。当管子采用焊接方法固定时，相邻两根管的焊缝太近，会相互受到影响，使焊接质量不易保证。而常用胀接法固定时，过小的管心距会造成管板在胀接时由于挤压力的作用发生变形，失去管子与管板之间的连接力。
根据生产实际经验，当管子外径为d 0时，管心距a 一般采用： 焊接法? a = 1.25 do ；
胀接法? a = （1.30～1.50）d o ； 小直径的管子? a ≥ do+10mm；
最外层管中心至壳体内表面的距离≥
d 0+10mm；
管子材料常用的为碳钢、低合金钢、不锈钢、铜、铜镍合金、铝合金等。应根据工作压力。温度和介质腐蚀性等条件决定。此外还有一些非金属材料，如石墨、陶瓷、聚四氟乙烯等亦有采用。在设计和制造换热器时，正确选用材料很重要。既要满足工艺条件的要求，又要经济。对化工设备而言，由于各部分可采用不同材料，应注意由于不同种类的金属接触而产生的电化学腐蚀作用。
（2） 管板
管板的作用是将受热管束连接在一起，并将管程和壳程的流体分隔开来。
管板与管子的连接可胀接或焊接。胀接法是利用胀管器将管子扩胀，产生显著的塑性变形，靠管子与管板间的挤压力达到密封紧固的目的。胀接法一般用在管子为碳素钢，管板为碳素钢或低合金钢，设计压力不超过4 MPa，设计温度不超过350℃的场合。
焊接法在高温高压条件下更能保证接头的严密性。
管板与壳体的连接有可拆连接和不可拆连接两种。固定管板常采用不可拆连接。两端管板直接焊在外壳上并兼作法兰，拆下顶盖可检修胀口或清洗管内。浮头式、U 型管式等为使壳体清洗方便，常将管板夹在壳体法兰和顶盖法兰之间构成可拆连接。
（3） 封头和管箱
1.2.2 壳程结构
介质流经传热管外面的通道部分称为壳程。
壳程内的结构，主要由折流板、支承板、纵向隔板、旁路挡板及缓冲板等元件组成。由于各种换热器的工艺性能、使用的场合不同，壳程内对各种元件的设置形式亦不同，以此来满足设计的要求。各元件在壳程的设置，按其不同的作用可分为两类：一类是为了壳侧介质对传热管最有效的流动，来提高换热设备的传热效果而设置的各种挡板，如折流板、纵向挡板。旁路挡板等；另一类是为了管束的安装及保护列管而设置的支承板、管束的导轨以及缓冲板等。
（1）壳体
壳体是一个圆筒形的容器，壳壁上焊有接管，供壳程流体进人和排出之用。直径小于400mm 的壳体通常用钢管制成，大于400mrn 的可用钢板卷焊而成。壳体材料根据工作温度选择，有防腐要求时，大多考虑使用复合金属板。
介质在壳程的流动方式有多种型式，单壳程型式应用最为普遍。如壳侧传热膜系数远小于管侧，则可用纵向挡板分隔成双壳程型式。用两个换热器串联也可得到同样的效果。为降低壳程压降，可采用分流或错流等型式。
壳体内径D 取决于传热管数N 、排列方式和管心距t 。计算式如下：
单管程
D =t (n c-1)+(2~3)d 0(2-1) 式中 t ——管心距，mm ；
d 0——换热管外径，mm ；
n c ——横过管束中心线的管数，该值与管子排列方式有关。
正三角形排列：
正方形排列：
多管程
(2-4)
式中 N ——排列管子数目； η——管板利用率。
正角形排列：2管程 η=0.7~0.85 >4管程? η=0.6~0.8
正方形排列：2管程 η=0.55~0.7
>4管程? η=0.45~0.65
壳体内径D 的计算值最终应圆整到标准值。 （2）折流板
在壳程管束中，一般都装有横向折流板，用以引导流体横向流过管束，增加流体速度，以增强传热；同时起支撑管束、防止管束振动和管子弯曲的作用。
折流板的型式有圆缺型、环盘型和孔流型等。
圆缺形折流板又称弓形折流板，是常用的折流板，有水平圆缺和垂直圆缺两种，如图2-4(a)、(b)所示。切缺率(切掉圆弧的高度与壳内径之比) 通常为20％~50％。垂直圆缺用于水平冷凝器、水平再沸器和含有悬浮固体粒子流体用的水平热交换器等。垂直圆缺时，不凝气不能在折流板顶部积存，而在冷凝器中，排水也不能在折流板底部积存。弓形折流板有单弓形和双弓形，如图2-5，双弓形折流板多用于大直径的换热器中。
环盘型折流板如图2-4(C)所示，是由圆板和环形板组成的，压降较小，但传热也差些。在环形板背后有堆积不凝气或污垢，所以不多用。
孔流型折流板使流体穿过折流板孔和管子之间的缝隙流动，压降大，仅适用于清洁流体，其应用更少。 折流板的间隔，在允许的压力损失范围内希望尽可能小。一般推荐折流板间隔最小值为壳内径的1/5或者不小于50 mm，最大值决定于支持管所必要的最大间隔。
（3）缓冲板
（5）壳程接管
1.3 列管式换热器的设计计算 1.3.1 设计步骤
目前，我国已制订了管壳式换热器系列标准，设计中应尽可能选用系列化的标准产品，这样可简化设计和加工。但是实际生产条件千变万化，当系列化产品不能满足需要时，仍应根据生产的具体要求自行设计非系列标准的换热器。此处将扼要介绍这两者的设计计算的基本步骤。
（1）非系列标准换热器的一般设计步骤
①了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能。
②由热平衡计算传热量的大小，并确定第二种换热流体的用量。 ③决定流体通入的空间。
2-2) 2-3)
④计算流体的定性温度，以确定流体的物性数据。
⑤初算有效平均温差。一般先按逆流计算，然后再校核。 ⑥选取管径和管内流速。
⑦计算传热系数K 值，包括管程对流传热系数和壳程对流传热系数的计算。由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此一般先假定一个壳程对流传热系数，以计算K 值，然后再作校核。
⑧初估传热面积。考虑安全系数和初估性质，常取实际传热面积是计算值的1.15~1.25倍。 ⑨选择管长L 。 ⑩计算管数N 。
⑾校核管内流速，确定管程数。
⑿画出排管图，确定壳径D 和壳程挡板形式及数量等。 ⒀校核壳程对流传热系数。 ⒁校核有效平均温差。
⒂校核传热面积，应有一定安全系数，否则需重新设计。
⒃计算流体流动阻力。如阻力超过允许范围，需调整设计，直至满意为止。 （2）系列标准换热器选用的设计步骤 ①至⑤步与(1)相同。
⑥选取经验的传热系数K 值。 ⑦计算传热面积。
⑧由系列标准选取换热器的基本参数。
⑨校核传热系数，包括管程、壳程对流传热系数的计算。假如核算的K 值与原选的经验值相差不大，就不再进行校核；如果相差较大，则需重新假设K 值并重复上述③以下步骤。
⑩校核有效平均温差。
⑾校核传热面积，使其有一定安全系数，一般安全系数取1.1 ~1.25，否则需重行设计。 ⑿计算流体流动阻力，如超过允许范围，需重选换热器的基本参数再行计算。
从上述步骤来看，换热器的传热设计是一个反复试算的过程，有时要反复试算2~3次。所以，换热器设计计算实际上带有试差的性质。
2.3.2 传热计算主要公式 传热速率方程式
Q =KS Δt m (2-5)
式中? Q ——传热速率(热负荷) ，W ； K ——总传热系数，W/(m2·℃)； S ——与K 值对应的传热面积，m 2； Δt m ——平均温度差，℃。 （1）传热速率(热负荷) Q
①传热的冷热流体均没有相变化，且忽略热损失，则
Q =W h c ph(T 1-T 2)=W c c pc(t 2-t 1) (2-6) 式中? W ——流体的质量流量，kg/h或kg/s； c p ——流体的平均定压比热容，kJ/(kg·℃)； T ——热流体的温度，℃； ?t ——冷流体的温度，℃。
下标h 和c 分别表示热流体和冷流体，下标1和2分别表示换热器的进口和出口。 ②流体有相变化，如饱和蒸汽冷凝，且冷凝液在饱和温度下排出，则 Q =W h r =W c c pc(t 2-t l) (2-7)
式中? W ——饱和蒸汽的冷凝速率，kg/h或kg/s； r ——饱和蒸汽的气化热，kJ/kg。
（2）平均温度差Δt m
①恒温传热时的平均温度差 Δt m=T -t (2-8) ②变温传热时的平均温度差 逆流和并流
2-9)
(2-10)
式中 Δt 1、Δt 2——分别为换热器两端热、冷流体的温差，℃。 错流和折流
2-11)
式中?
——按逆流计算的平均温差，℃；
——温差校正系数，无量纲，
(2-12)
(2-13)
温差校正系数
根据比值P 和R ，通过图2-10~图2-13查出。该值实际上表示特定流动形式在给定
，如果达不到上
工况下接近逆流的程度。在设计中，除非出于必须降低壁温的目的，否则总要求
述要求，则应改选其他流动形式。
（4） 总传热系数K (以外表面积为基准)
（5） 注意在通常的操作过程中，传热系数是个变量，由于污垢热阻是变化的，因此设计中选择污垢热阻时，应结合清洗周期来考虑。若污垢热阻选得太小，清洗周期会很短，所需传热面积会较小；反之，所需传热面积会较大，所以应该全面衡量，做出选择。总传热系数的计算公式为：
图2-10 对数平均温差校正系数φΔt
2-11对数平均温差校正系数φΔt
图
图2-12 对数平均温差校正系数φΔt
图2-13 对数平均温差校正系数φΔt
(2-14)
式中 K ——总传热系数，W/(m·℃)；
2
αi ，αo ——传热管内、外侧流体的对流传热系数，W/(m·℃)；
2
R si ，R so ——传热管内、外侧表面上的污垢热阻，m 2·℃/W； d i ，d o ，d m ——传热管内径、外径及平均直径，m ；
λ——传热管壁导热系数，W/(m·℃)； b ——传热管壁厚，m 。
总传热系数的经验值见表2-6，有关手册中也列有其他情况下的总传热系数经验值，可供设计时参考。选择时，除要考虑流体物性和操作条件外，还应考虑换热器的类型。
表2-6 总传热系数的选择
（4）对流传热系数
传热膜系数的关联式与传热过程是否存在相变、换热器的结构及流动状态等因素有关。关于传热膜系数的关联式很多，在选用时应注意其适用的范围。具体形式见表2-7及表2-8。
表2-7 流体无相变时的对流传热系数
（6） 污垢热阻
（7） 在设计换热器时，必须采用正确的污垢系数，否则热交换器的设计误差很大。因此污垢系数是换热器设计中非常重要的参数。污垢热阻因流体种类、操作温度和流速等不同而各异。常见流体的污垢热阻参见表2-9和表2-10。
（8） 表2-9 流体的污垢热阻
表
流体流经列管式换热器时由于流动阻力而产生一定的压力降，所以换热器的设计必须满足工艺要求的压力降。一般合理压力降的范围见表2-11。
表2-11合理压力降的选取
（1） （2） （3） （4）
管程压力降
多管程列管换热器，管程压力降∑ΔP i ： ΔP i=(ΔP 1+ΔP 2) F t N s N p (2-15)
式中ΔP 1——直管中因摩擦阻力引起的压力降，Pa ；
ΔP 2—— 回弯管中因摩擦阻力引起的压力降，Pa ；可由经验公式估算；
F t —— 结垢校正系数，无因次，ф25×2.5mm的换热管取1.4；ф19×2mm的换热管取
1.5；
N s —— 串联的壳程数； N p —— 管程数。 （2）壳程压力降
①壳程无折流挡板 壳程压力降按流体沿直管流动的压力降计算，以壳方的当量直径d e 代替直管内径d i 。
②壳程有折流挡板 计算方法有Bell 法、Kern 法、Esso 法等。Bell 法计算结果与实际数据一致性较好，但计算比较麻烦，而且对换热器的结构尺寸要求较详细。工程计算中常采用Esso 法，该法计算公式如下：
∑ΔP o=(ΔP ′1+ΔP ′2)F t N s (2-16) 式中 ΔP ′1——流体横过管束的压力降，Pa ；
ΔP ′2——流体流过折流挡板缺口的压力降，Pa ；
F t ——结垢校正系数，无因次，对液体F t=0.15；对气体F t=1.0；
(2-17)
(2-18)
式中 F ——管子排列方式对压力降的校正系数：三角形排列F =0.5，正方形直列F =0.3，正方形错列F =0.4；
f O ——壳程流体的摩擦系数，f O=5.0×Re o-0.228(Re ＞500) ； n c ——横过管束中心线的管数，可按式3-2及式3-3计算； B ——折流板间距，m ； D ——壳体直径，m ； N B ——折流板数目；
u O ——按壳程流通截面积S O(S O=h (D -n c d O)) 计算的流速，m/s。 2.2.3.4 壳体直径及厚度的计算